Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет привода к роликовому конвейеру

Министерство транспорта и связи Украины

Днепропетровский национальный университет железнодорожного транспорта имени академика В. Лазаряна

Кафедра «Прикладная механика»

Утверждаю

(оценка)

Глава комиссии

РАСЧЕТ ПРИВОДА К РОЛИКОВОМУ КОНВЕЙЕРУ

курсовой проект по дисциплине: «Детали машин»

ДИИТ.300000.415.КП ПЗ

Согласовано Разработал: ст. группы 332, (к защите) Е.В.Сидоренко

Руководитель разработки:

ас. А.С. Куропятник

2010

СОДЕРЖАНИЕ

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ 4

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР 5

ЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 7

4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ 10

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ 15

6. РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ 17

7. ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК 21

8. РАСЧЕТ ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ 22

9. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА 24

10. ВЫБОР МУФТЫ 25

11. СМАЗКА РЕДУКТОРА 26

ЛИТЕРАТУРА 27

1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Окружное усилие на ролике F=4,6 кН.
Скорость перемещения груза v=0,9 м/с.
Диаметр ролика D=130 мм.
Допустимое отклонение скорости груза δ=6 %.
Срок службы привода L_h=5 лет.

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР

ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2.1 Общий КПД привода

, (2.1)

где η_з.п.— КПД зубчатой передачи (0,98) [таб.11,стр.5];

η_п— КПД пары подшипников (0,99);

η_р.п. – КПД клиноременной передачи (0,98);

η_м— КПД муфты (0,98);

0,98·0,98·0,98·0,99³=0,93.

2.2 Частота вращения тихоходного вала редуктора

об/мин. (2.2)

2.3 Мощность на тихоходном валу редуктора

кВт. (2.3)

2.4 Потребляемая мощность электродвигателя

Вт. (2.4)

2.5Общее передаточное число привода

U=U₁U₂, (2.5)

где U₁ =2 - передаточное отношение клиноременной передачи;

U₂ =5.5 - передаточное отношение редуктора;

U=2·5.5=11.

2.6 Необходимая частота вращения двигателя

об/мин (2.6)

Выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый 112М4/1445 (табл. 18.36 [1]) Р=5,5кВт, 1445об/мин.

2.7 Угловая скорость на быстроходном валу

рад/с. (2.7)

выходном валу

рад/c. (2.8)

промежуточном валу

рад/с. (2.9)

Сравнение допустимого отклонения скорости груза по условию и расчетного:

2.8 Вращательный момент на

выходном валу

Нм, (2.10)

быстроходном валу

Нм. (2.11)

промежуточном валу Hм. (2.12)

3 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

По монограмме (стр.36, рис. 7 [3]) для заданных условий принимаем сечение клинового ремня – Б, который характеризуется такими параметрами.

Диаметр меньшего шкива

мм. (3.1)

Принимаем мм.

Диаметр большего шкива

мм, (3.2)

где ε – скольжение ремня (0,01).

Принимаем мм.

Межосевое расстояние

, (3.3)

где Т₀=10,5 мм – высота сечения ремня;

мм.

мм. (3.4)

Принимаем а=500 мм.

Расчетная длина ремня

(3.5)

Принимаем ближайшее значение по стандарту L=2000 мм.

Уточняем значение а с учетом L=2000 мм.

, (3.6)

где мм,

мм²

мм.

Принимаем а=493мм

При монтаже необходимо обеспечить возможность уменьшения а, на 0,01L=0,01 2000=20мм, для надевания ремней, и возможность увеличения его на

0,025L=0,025 2000=50 мм, для увеличения натяга ремней.

Угол охвата меньшего шкива

(3.7)

Число ремней в передаче

, (3.8)

где Р_о – мощность передаваемая одним клиновым ремнем (2,59 кВт);

Коэффициенты:

С_р – 1,0 режима работы (при односменной работе);

С_α - 0,9 влияния угла обхвата (при α₁=157^о);

С_L – 1,05 длины ремня (при L =2000мм, сечении Б);

С_z – 0,9 числа ремней.

Принимаем z=2.

Натяжение ветви клинового ремня

, (3.9)

где v = 0,5ω₁d₁=0,5 151 0,2=15,1м/с;

θ = 0,1 Нс²/м² - коэффициент влияния центробежных сил;

Давление на валы

(3.10)

Ширина шкивов

мм. (3.11)

Рисунок 3.1 – Силы действующие в ременной передаче
4 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Вращательный момент - Т_з=296 Нм;

Передаточное число – U₂=5,5;

Угловая скорость колеса – ω₃ =14 рад/с;

Строк службы передачи - L_H=5лет=536524=43800 час

4.1 Выбор материала колеса и шестерни

Колесо и шестерню изготавливаем из стали 40Х (табл. 4.1 [1]). Термообработка: колесо - улучшение НВ=269…302; шестерня - улучшение и закалка ТВЧ HRC=48…53.

4.2 Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба

для колеса

; (4.1)

; (4.2)

для шестерни

; (4.3)

; (4.4)

Действительное число циклов перемены напряжений

для колеса

; (4.5)

для шестерни:

. (4.6)

Число циклов перемены напряжения, соответствующее пределу контактной выносливости, определяем по графику (стр. 11, рис.2.1 [1]):

для колеса - НВ_ср= 285, N_H02⁼21·10⁶ ;

для шестерни - HRC_cp= 50, N_HO1= 80·10⁶.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

для колеса

; (4.7)

для шестерни

. (4.8)

Коэффициент долговечности при расчете по изгибу

для колеса

; (4.9)

. (4.10) Т.к. и принимаем .

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба соответствующие числу циклов N_HО и N_FO (стр.12,таб.2.2 [1])

для колеса

МПа; (4.11)

МПа; (4.12)

для шестерни:

МПа; (4.13)

МПа.

Допускаемое контактное напряжение и напряжение изгиба с учетом времени работы передачи

для колеса МПа; (4.14)

МПа; (4.15)

для шестерни МПа; (4.16)

МПа. (4.17)

Среднее допускаемое контактное напряжение

МПа. (4.18)

Проверка МПа. (4.19)

Диаметр внешней делительной окружности колеса

(4.20)

м (4.21)

4.5 Определяем модуль передачи:

м. (4.22)

Принимаем т=3 мм [ст.13 (1)].

Углы делительных конусов

(4.23)

(4.24)

Конусное расстояние

мм (4.25)

мм (4.26)

Число зубьев

(4.27)

(4.28)

Делительный диаметр колеса

мм (4.29)

мм (4.30)

Коэффициент смещения (стр. 22, табл. 2,8 [1])

Внешние диаметры колес

мм (4.30)

мм (4.31)

4.6 Определяем силы, действующие в зацеплении колеса

Окружная сила

(4.32)

Радиальная сила

Н. (4.33)

Осевая сила

Н. (4.34)

Силы в зацеплении шестерни

1726 Н

779 Н

Определяем расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

, (4.35)

где = 1.

K_Fβ =1,42 — коэффициент, который учитывает неравномерное распределения нагрузки по ширине (стр. 16, табл.2.5 [1]) ;

K_FV = 1,2 – коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб;

Y_β=1-β/140=0,94 — поправочный коэффициент;

Y_F2 =3,61 — коэффициент формы зуба (стр. 16, табл.2.6 [1]).

МПа.

163≤0,8·239,55=234,84МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

Y_F3= 3,85 (стр.16, табл.2.6 [1]).

Па.

МПа.

4.12 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.

МПа, (4.36)

где К_Нα =1.1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями колеса;

К_Нβ =1 — коэффициент, который учитывает неравномерное распределения нагрузки по ширине (стр.12, табл.2.3 [1]);

K_НV = 1,1 - коэффициент динамичности нагрузки.

551≤580МПа.

5 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Расчетные диаметры

Быстроходный вал

Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного вала

Определяем диаметр хвостовика

мм. (5.1)

Определяем длину хвостовика

l_хв = 1,2d =1,2·16=19,2 мм. (5.2)

Принимаем l_хв= 20 мм.

Тихоходный вал

Рисунок 5.2 - Эскиз тихоходного вала

Определяем диаметр

мм. (5.3)

принимаем d= 40мм.

Диаметры подшипниковых участков вала

Тихоходный вал

Определяем диаметр вала под подшипник

d_n = d + 2t, (5.4)

где t=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

d_n = 40+2·1,8=43,6 мм.

Принимаем d_п= 45мм.

Длина вала под подшипник равна

L_п = 1,5d_п=1,5·45=67,5 мм. (5.5)

Принимаем L_п=70 мм.

Определяем диаметр бурта под подшипник

D_бn = d_п +3,2r, (5.6)

где г=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

D_бn =45+3,2·2=51,4мм

Принимаем D_бn = 55 мм.

Быстроходный вал.

Определяем диаметр вала под подшипник

d_n = d_в + 2t, (5.7)

где t=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

d_n = 16+2·2=20 мм.

Принимаем d_п= 20мм.

Определяем диаметр бурта под подшипник

D_бn = d_п +3,2r, (5.8)

где r=1,6 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

D_бn =20+3,2·1,6=25,12мм

Принимаем D_бn = 25 мм.

6 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет реакций быстроходного вала

Рисунок 6.1 – Силы действующие на быстроходный вал

Реакции параллельные оси OY.

23,4 Нм

Рисунок 6.2 – Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси OY

Реакции параллельные оси ОХ

51,6 Нм 62,6 Нм

Рисунок 6.3 – Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси ОХ

Суммарные опорные реакции

;

6.2 Расчет реакций тихоходного вала

Рисунок 6.4 – Силы действующие на тихоходный вал

Реакции параллельные оси OY.

Рисунок 6.5 – Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси OY

Реакции параллельные оси ОХ

Рисунок 6.6 – Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси ОХ

Суммарные опорные реакции

Н.

Выбор подшипников для тихоходного вала

Исходные данные:

требуемая долговечность подшипника - Lh=43800часов;
диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=45мм;
частота вращения вала – п₃=131 об/мин;

нагрузки, действующие на опоры: R₂=9260Н; R_a=172,6Н;
характер нагружения - умеренные толчки (К_а ⁼ 1,25).

подшипник №7309, d=45мм, D=100мм, B=23мм, r=2,5мм, С_r=76кН, С_оr=59кН

По таблице 6.1 α=0, iR_a /C_or =0,02 , тогда X= 1, Y=2

Определяем эквивалентную нагрузку

, (6.1) где К_Т =1,05 – температурный коэффициент (таб.6.4,стр.85 [1]).

V=1.

Н.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

кН. (6.2)

Определяем долговечность подшипника:

ч. (6.3)

Долговечности подшипника обеспечено.

Выбор подшипников для быстроходного вала.

Исходные данные:

требуемая долговечность подшипника - Lh=43800часов;
диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=20мм;
частота вращения вала – п₂=722 об/мин;
нагрузки, действующие на опоры: R₂=9260Н; R_a=779Н;
характер нагружения - умеренные толчки (К_а ⁼ 1,25).

подшипник №7304, d=20мм, D=52мм, B=16,5мм, r=2мм, С_r=25кН, С_оr=17,7кН

По таблице 6.1 α=0, iR_a /C_or =0,07 , тогда X= 1, Y=2

Определяем эквивалентную нагрузку

, (6.4)

где К_Т =1,05 – температурный коэффициент (таб.6.4,стр.85 [1]).

V=1.

Н.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность